哈工大机械设计优秀课程设计二级齿轮减速器设计项目新版说明书超完美版.docx

Harbin Institute of Technology课程设计说明书（论文）课程名称： 设计题目： 院 系： 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导老师： 设计时间： 哈尔滨工业大学目录设计数据及要求3一、传动装置的总体设计41.1 电动机的选择41.1.1 选择电动机类型41.1.2 选择电动机容量41.1.3 确定电动机转速41.2 计算传动装置总传动比并分配传动比51.3 计算传动装置各轴的运动及动力参数51.3.1 各轴的转速51.3.2 各轴的输入功率51.3.3 各轴的输入转矩5二、传动件设计62.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计62.1.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级62.1.2初步计算传动主要尺寸62.1.3确定传动尺寸72.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度82.1.5 齿轮传动其它几何尺寸92.2 低速级齿轮尺寸设计102.2.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级102.2.2 初步计算传动主要尺寸102.2.3 确定传动尺寸112.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度122.2.5 齿轮其他几何尺寸计算12三、减速器装配草图设计133.1 草图准备133.1.1 选定联轴器类型133.1.2 确定滚动轴承类型143.1.3 确定滚动轴承的润滑和密封方式143.1.4 确定轴承端盖的结构形式143.1.5 确定减速器机体的结构方案143.2 草图第一阶段153.2.1 间距确定153.2.2 高速轴轴系部件设计153.2.2 中间轴轴系部件设计173.2.3 低速轴轴系部件设计173.2.4 轴系部件校核计算193.3 草图第二阶段223.3.1 传动件的结构设计223.3.2 轴承端盖的设计233.3.3 挡油板的设计233.3.4 套筒设计243.4 草图第三阶段243.4.1减速器机体的结构设计243.4.2 减速器的附件设计24带式运输机传动装置设计数据及要求 F=2200N; d=270mm; v=1.1ms; n= rmin; T= Nm; B= mm; z= ; p= mm;机器年产量： 大批量 ；机器工作环境： 装配车间 ；机器载荷特征： 平稳 ；机器最短工作年限： 五年二班 ；其它设计要求：传动装置简图传动方案：工作机：一、传动装置总体设计1.1 电动机选择1.1.1 选择电动机类型依据设计要求和工作条件选择Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380 V。1.1.2 选择电动机容量依据设计数据，工作机有效功率为Pw=F*v1000=1468N*1.1ms1000=1.615 Kw从电动机到工作机输送带之间总效率为：=1224324式中，1、2、3、4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒传输效率。由表9.1取1=0.99、2=0.98、3=0.97、4=0.96，则=1224324=0.992*0.984*0.972*0.96=0.817所以电动机所需工作功率为Pd=Pw=1.615 kW0.817=1.977 kW1.1.3 确定电动机转速按表2.1推荐传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i=840，而工作机卷筒轴转速为nw=60*1000*vd=60*1000*1.1*270rmin77.81 rmin所以电动机转速可选范围为nd=inw=840*77.81rmin=622.483112.4 rmin符合这一范围同时转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量、及价格等原因，为使传动装置结构紧凑，决定选择同时转速为1000 r/min电动机。 依据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动型号为Y112M-6，其关键性能以下表：电动机型号额定功率/Kw满载转速/(r/min)开启转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-62.29402.02.0电动机关键安装尺寸和外形尺寸以下表：型号HABCDEF*GDGKbb1b2AAHAL1Y112M-6 1121901407028608*7241224519011550154001.2 计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比i为i=nmnw=94077.81=12.08分配传动比i=iI*iII考虑润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值范围内，取iI=1.4iII，故iI=1.4i=1.4*12.08=4.11iII=iiI=12.084.11=2.941.3 计算传动装置各轴运动及动力参数1.3.1 各轴转速I轴： nI=nm=940rminII轴： nII=nIiI=940rmin4.11=228.7 rminIII轴： nIII=nIIiII=230.99 rmin2.98=77.79 rmin卷筒轴：nW=nIII=77.79 rmin1.3.2 各轴输入功率I轴： PI=Pd1=1.977 kW*0.99=1.96 kWII轴： PII=PI23=1.96 kW*0.98*0.97=1.86 kWIII轴： PIII=PII23=1.86 kW*0.98*0.97=1.77 kW卷筒轴：P卷=PIII12=1.77*0.99*0.98=1.72 kW1.3.3 各轴输入转矩 电动机输出转矩Td为 Td=9.55*106*Pdnm=9.550*106*1.977 kW960 rmin=2.01*104Nmm 所以： I轴： TI=Td1=5.5Nmm*0.99=1.99*104Nmm II轴： TII=TI12iI=19884.6Nmm*0.99*0.98*4.11=7.77*104Nmm III轴： TIII=TII23iII=77688.5Nmm*0.98*0.97*2.94=2.17*105Nmm 卷筒轴：T卷=TIII12=217121Nmm*0.99*0.98=2.11*105Nmm 将以上结果汇总到表，以下轴名参数电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴转速n/（r/min）940.0940.0228.777.7977.79功率P/(kW)1.9771.961.861.771.72扭矩T/(Nmm)2.01*1041.99*1047.77*1042.17*1052.11*105传动比i14.112.941效率0.990.970.950.97二、传动件设计2.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计2.1.1 选择齿轮材料、热处理方法和精度等级考虑到带式运输机为通常机械，故大、小齿轮均选择45钢，采取软齿面，由文件1表8.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为21725HBW，平均硬度为236HBW；为确保小齿轮比大齿轮含有愈加好机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选择8级精度。2.1.2初步计算传动关键尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲惫强度进行设计。由d132KTdu+1uZEZHZH2式中各参数为：参数结果Kt1.4d0.9z121z2861.6531.278(1) 小齿轮传输转矩T。由前面设计可知，T=19884.6 Nmm(2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8，此处初取Kt = 1.4。(3) 由表8.6取齿宽系数d=0.9。(4) 由表8.5查得弹性系数ZE=189.8 MPa。(5) 初选螺旋角=12由图8.14查得节点区域系数ZH=2.46。(6) 齿数比u= i2=4.11 。(7) 初选z1= 21, 则z2=uz1=4.11*21=86.31 ，取z2=86。传动比误差5%，符合设计要求。由式8.1得端面重合度=1.88 -3.21z1+1z2cos= 1.88 -3.2121+186cos12=1.653。由式8.2得轴面重合度=0.318dz1tan=0.318*0.9*21*tan12=1.278由图8.15查得重合度系数Z=0.7825由图8.24查得螺旋角系数Z=0.989(8) 接触许用应力可由H= ZNHlimSH求得，由图8.28（e）、（a）得接触疲惫极限应力Hlim1=570MPa，Hlim2=390MPa，SH=1.0。大小齿轮1、2应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60*940*1.0*2*8*250*5=1.128109N2= N1i= 1.1281094.11=.7=2.74108由图8.29查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.1（许可有局部点蚀）；由表8.7，取安全系数SH=1.0。H1= ZN1HlimSH= 1.05701.0 =570.0参数结果d1t38.22KA1.0v1.88KV1.07K1.16K1.2K1.49mn2H2= ZN2HlimSH= 1.13901.0 =429.0故取H= H2= 429.0计算小齿轮1分度圆直径d1t， 得d1t32KtTdu+1uZEZHZZH2=321.419884.61.04.11+14.11189.8*2.46*0.7825*0.989429.02 =38.22 mm2.1.3确定传动尺寸(1) 计算载荷系数K。由表8.3查得使用系数KA=1.0。齿轮线速度以下式v= d1tn1601000=38.2294060000=1.88 m/s由图8.7查得动载荷系数KV = 1.07；由图8.11查得齿向载荷分布系数K=1.16；由表8.4查得齿间载荷分布系数K=1.2，故K=KAKVKK=1.01.071.161.2=1.49(2) 对 d1t进行修正。因为K和Kt有较大差异，故需对根据Kt值设计出来 d1t进行修正，即d1= d1t3KKt=39.02 mm(3) 确定模数mnmn= d1cosz1= 39.02*cos12 17=1.82 （按表8.1，取mn=2）(4) 计算传动尺寸。中心距参数结果a109.39a110132443d143.178d2176.822b240b145a= mnz1+z22*cos= 3*21+862*cos12=109.39 mm圆整为a=110 mm,则螺旋角=arccosmnz1+z22a=arccos2*21+862*110=13.412=132443因为值和初选值相差较大，故和相关数值需修正，修正后结果是=1.644，=1.433，Z=0.785， Z=0.986，d1t=38.75， d1=39.56。显然值改变后，d1计算值改变很小，所以不再修正mn和a。故d1=mnz1cos=2*21132443=43.178 mmd2=mnz2cos=2*86132443=176.822 mmb=d*d1=0.9*43.178=38.86 mm圆整为b=40 mm。取b2=b=40 mm，b1=45 mm。2.1.4 校核齿根弯曲疲惫强度F= 2KTbmnd1YFYsYYF式中各参数：(1) K、T、mn同前。(2) 齿宽b = b2=40 mm。(3) 齿形系数YF和应力修正系数Ys。当量齿数zv1=z1cos3=21132443=22.82zv2=z2cos3=86132443=93.44查图8.19得齿形修正系数YF1=2.68，YF2=2.23。由图8.20查得应力修正系数Ys1=1.58，Ys2=1.80。(4) 查图8.21得重合度系数Y=0.70。(5) 查图8.26得螺旋角系数Y=0.88 。(6) 许用弯曲应力可由下式算得F= YNFlimSF查得弯曲疲惫极限应力Flim1=220 MPa，Flim2=170 MPa查得寿命系数YN1= YN2=1.0。查得安全系数SF=1.25，故F1= YN1Flim1SF= 1.0*220 1.25=176 MPaF2= YNFlim2SF= 1.0*170 1.25=136 MPa故F1= 2KTbmnd1YF1Ys1YY= 2*1.49*19884.640*2*43.178*2.68*1.58*0.86=45.36 MPa F1F2= F1YF2Ys2YF1Ys1=45.36*2.23*1.802.69*1.58=42.84 MPaF2 满足齿根弯曲疲惫强度要求。2.1.5 齿轮传动其它几何尺寸各齿轮尺寸及参数计算详见下表。圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1z1/21齿轮2z2/862法面模数(mm)mn/23端面模数(mm)mtmn/cos2.0564法面压力角（度)n/205端面压力角（度)tn/cos20.5616齿顶高系数han*/17顶隙系数cn*/0.258标准中心距(mm)amnz1+z22cos109.399实际中心距(mm)a11010螺旋角/13244311变位系数齿轮1x10齿轮2x2012齿顶高(mm)齿轮1ha1han*cos*mt1.999齿轮2ha21.99913齿根高(mm)齿轮1hf1han*+cn*cos*mt2.500齿轮2hf22.50014分度圆直径(mm)齿轮1d1mt*z43.178齿轮2d2176.82215齿顶圆直径(mm)齿轮1da1da= d+2*ha47.176齿轮2da2180.8216齿根圆直径(mm)齿轮1df1df= d-2*hf38.178齿轮2df2171.82217重合度（mm）=1.88 -3.21z1+1z2cos=1.596=0.318*dz1tan=0.725=+1.7712.2 低速级齿轮尺寸设计2.2.1 选择齿轮材料、热处理方法和精度等级和高速级一样，低速级大、小齿轮均选择45#钢，采取软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为21725HBW，平均硬度为236HBW；为确保小齿轮比大齿轮含有愈加好机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选择8级精度。2.2.2 初步计算传动关键尺寸因是闭式软齿面传动，按齿面接触疲惫强度进行设计。依据d332KT3du+1uZEZHZH2参数结果Kt1.3d1.0z124z2711.653式中各参数为：(1) 小齿轮传输转矩T3。TII=7.79*104Nmm(2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8，此处初取Kt = 1.3。(3) 由参考文件1表8.6取齿宽系数d=1.0。(4) 由参考文件1表8.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。(5) 由参考文件1图8.14查得节点区域系数ZH=2.5。(6) 齿数比u= iII=2.94。(7) 初选z3= 24, 则z4=uz3=2.94*24=70.56 ，取z4=71。传动比误差1.2d) 计算传动尺寸d3=mz3=3*24=72 mmd4=mz4=3*71=213 mmb= dd3=72取b3=80 mm，b4=75 mm 。2.2.4 校核齿根弯曲疲惫强度F= 2KTbmdYFYsYF式中各参数：(1) K、TII、m同前。(2) 齿宽b = b3 = 80mm。(3) 齿形系数YF和应力修正系数Ys。查参考文件1 图8.19得YF3=2.68，YF4=1.95查参考文件1 图8.20得Ys3=1.55，Ys4=1.72查参考文件1 图8.15得重合度系数Y=0.713。许用弯曲应力可由下式算得F= YNFlimSF查得弯曲疲惫极限应力Flim3=220 MPaFlim4=170 MPa由前面计算N3=N2=27445255.47 ，N4=9.335107查参考文件1 图8.30得寿命系数YN3= YN4=1.0。查参考文件1 表8.7得安全系数SF=1.25，故F3= YN3Flim3SF= 1.0*220 1.25=176 MPaF4= YNFlim4SF= 1.0*170 1.25=136 MPa故F3= 2KTIIbmd3YF3Ys3Y= 2*1.53*77688.575*3 *72*2.68*1.58*0.71344.3 MPa F4= F3YF4Ys4YF3Ys3=52.89*1.95*1.721.58*2.6859.1 MPa 轻易看出F1F3F2F4设计满足齿根弯曲疲惫强度要求。2.2.5 齿轮其它几何尺寸计算各齿轮尺寸及参数计算详见下表。圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1z3/24齿轮2z4/712模数(mm)m/34压力角（度)/206齿顶高系数ha*/17顶隙系数c*/0.258标准中心距(mm)amz3+z42142.59实际中心距(mm)a/14511变位系数齿轮3x30齿轮4x40.83312齿顶高(mm)齿轮3ha3y=a-amy=x3+x4-yha=ha*+x-y*m4.3221齿轮4ha44.02913齿根高(mm)齿轮3hf3hf=ha*+c*-x1*m 2.28齿轮4hf42.573114分度圆直径(mm)齿轮3d3m*z72齿轮4d421315齿顶圆直径(mm)齿轮3da3da= d+2*ha80.6442齿轮4da4221.05816齿根圆直径(mm)齿轮3df3df= d-2*ha67.44齿轮4df4207.853817重合度（mm）=12*z3*tana3-tan+z4*tana4-tan1.599三、减速器装配草图设计3.1 草图准备3.1.1 选定联轴器类型对于连接电动机和减速器高速轴联轴器，为了减小开启转矩，其联轴器类型应含有较小转动惯量和很好减震性能，故采取弹性柱销联轴器，对于低速轴和工作机相连联轴器，因其转速较低，转矩较大，考虑到本设计安装时不易确保同心度，采取含有良好赔偿位移偏差金属滑块联轴器。3.1.2 确定滚动轴承类型对于高速级斜齿圆柱齿轮传动，因有轴向力，选择角接触轴承；低速级采取深沟球轴承。3.1.3 确定滚动轴承润滑和密封方法由前面计算可知高速级齿轮线速度v1= 1.88 m/s，低速级齿轮线速度v2=0.734 m/s，均小于2 m/s，故滚动轴承采取钠基ZN-3润滑脂润滑（填充量小于轴承空间1/3），并在轴上安装挡油板。考虑减速器工作环境清洁，轴颈圆周速度v1.210 mm齿轮端面和内机壁距离210 mm机盖、机座肋厚m1、mm10.851,m0.85m1=m=8 mm轴承端盖外径D2轴承座孔径+(55.5)d3视具体轴承而定轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d38 mm轴承旁连接螺栓距离ssD2视具体轴承而定3.2 草图第一阶段3.2.1 间距确定(1) 取中间轴上两齿轮轴向间距4=10mm。(2) 因采取脂润滑，轴承外圈端面至机体内壁距离要留出安放挡油板空间，取3=10 mm；取挡油板宽度C=11 mm。参数结果410310C11510dmin14.22KA1.5(3) 取中间轴上齿轮2端面至机体内壁距离5=10 mm3.2.2 高速轴轴系部件设计(1) 选择轴材料因传输功率不大，且对质量和结构尺寸无特殊要求，故选择45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并依据相配联轴器尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文件3第759页得，C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则dmin=C3Pn=10631.96940=13.54 mm考虑键槽影响，取dmin=13.541+5% mm=14.22 mm。(3) 确定轴轴向固定方法因为齿轮减速器输出轴跨距不大，且工作温度改变不大，故轴向固定采取两端固定方法。(4) 联轴器及轴段前面计算dmin即为轴段直径，又考虑轴段上安装联轴器，所以轴段设计和联轴器设计同时进行。由前面设计可知，选择弹性柱销联轴器。查文件1表13.1取KA=1.5，计算转矩Tc1= KAT=1.520.0855=30.13 Nm由参考文件2表13.1查询可得GB/T 5014-中LX2型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩560 Nm，许用转速为6300 r/min，轴孔直径范围是2035 mm。满足电动机轴径要求。取和轴相连端轴径20 mm，轴孔长度38 mm，J型轴孔，选择A型键，联轴器主动端代号为HL2 2844 GBT5014-。对应，轴段直径d1=20mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l1=36 mm(5) 密封圈和轴段联轴器右端采取轴肩固定，取轴肩高度h=2.453.5 mm，对应轴段直径范围为24.927 mm，查文件2表14.4，选择毡圈油封JB/ZQ 4604-1986中轴径为25 mm，则轴段直径d2=40 mm。参数结果d120l136d225l248d330l327d435l496l545d635l66d730l727L180.2L2131.8L341.8(6) 轴承和轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7206C，由文件2表12.2查得内径d=30 mm，外径D=62 mm，宽度B=16 mm，定位轴肩直径damin=36 mm，Damax=56 mm。故轴段直径d3=30 mm。轴段直径应和轴段相同，即d7=30 mm。(7) 轴段因为齿轮齿根圆直径较小，若选择d4=35 mm，选择平键连接 键 1040GBT 1096-，则df1-d4-t1=38.615-35-3.32.5mn故轴和齿轮应做成齿轮轴，取过渡轴段d4=35 mm(8) 齿轮轴段取l5=b1=45 mm。(9) 轴段在轴段和齿轮轴段间取过渡轴段段d6=35 mm(10) 机体和轴段长度因采取凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8 mm。因为所选联轴器不影响轴承端盖螺栓拆卸，轴肩和轴承端盖之间间隙取K=10 mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖相互位置和尺寸以后，即可确定各轴段长度。取轴段长度l3=l7=C +B =（11+16）= 27 mm；轴段长度l2=l2-B-3+ e + K =56-16-10+8+10mm=48mm；轴段长度l6=5-2.5+3-C=10-2.5+10-11=6 mm；轴段长度l4=2+b3+4-2.5-1= 96 mm。轴各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力作用点，可得跨距L1=80.2；L2=131.8 mm；L3=41.8mm。完成结构草图以下所表示。(11) 键连接设计联轴器和轴之间采取A型一般平键连接，型号为：键 632 GB/T 1096，h=7，t1=3.3 mm。3.2.2 中间轴轴系部件设计(1) 选择轴材料因传输功率不大，且对质量和结构尺寸无特殊要求，故选择45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并依据相配联轴器尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文件3第759页得，C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则dmin=C3Pn=10631.86228.7=20.11 mm参数结果dmind130l138d235l278d342l310d435l438d530l538考虑键槽影响，取dmin=20.111+5% mm=21.12 mm。(3) 确定轴轴向固定方法因为齿轮减速器输出轴跨距不大，且工作温度改变不大，故轴向固定采取两端固定方法。(4) 轴承和轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7206C，由文件2表12.2查得内径d=30 mm，外径D=60 mm，宽度B=16 mm，定位轴肩直径damin=36 mm，Damax=56 mm。故轴段直径d1=30 mm。轴段直径应和轴段相同，即d5=30 mm。(5) 齿轮3和轴段为了便于齿轮安装，d2应略大于d1，取d2=35 mm，齿轮3左端用套筒固定，则轴段长度应略小于齿轮3宽度b3，取l2=78 mm。(6) 轴段齿轮3右端用轴肩固定，由文件1图10.9中公式得到轴肩高度h=2.453.5 mm，对应轴段直径范围为39.942 mm，取d3=42 mm。l3=4=10 mm(7) 齿轮2和轴段齿轮2左端也用轴肩固定。可取d4=35 mm，齿轮2右端用套筒固定，则轴段长度应略小于齿轮2宽度b2，取l4=38 mm。取l5=b1=45 mm。(8) 轴段长度l1=l5=B+2+b3+2=38 mm完成结构草图以下所表示。(9) 键连接设计齿轮2、齿轮3和轴之间采取A型一般平键连接，型号分别为：键 1070 GB/T 1096，h=8，t1=3.3 mm；键 1032 GB/T 1096，h=8，t1=3.3 mm。3.2.3 低速轴轴系部件设计(1) 选择轴材料因传输功率不大，且对质量和结构尺寸无特殊要求，故选择45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并依据相配联轴器尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文件3第759页得，C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则dmin=C3Pn=10631.7777.79=28.34 mm考虑键槽影响，取dmin=28.341+5% mm=29.75 mm。(3) 确定轴轴向固定方法因为齿轮减速器输出轴跨距不大，且工作温度改变不大，故轴向固定采取两端固定